運輸工況下空調(diào)管路抗振強度分析及優(yōu)化設(shè)計

李 彬，羅良辰，戴隆翔，廖 超，胡負稷，肖 彪

(空調(diào)及系統(tǒng)運行節(jié)能國家重點實驗室，廣東 珠海 519000)

空調(diào)管路系統(tǒng)是空調(diào)器的重要零部件，也是空調(diào)器最易損傷的部件之一。在實際運輸過程中，由于復雜的路面環(huán)境，空調(diào)管路系統(tǒng)受隨機激勵載荷和周期激勵載荷作用，可能出現(xiàn)管路變形、損傷甚至斷裂的現(xiàn)象。

國內(nèi)外學者在不同載荷和條件下，對管路系統(tǒng)振動特性、可靠性及相關(guān)的優(yōu)化設(shè)計方法進行了大量研究。Sawanobori和Takeshi[1]提出了管路系統(tǒng)應(yīng)力分析的有限元法，建立了空調(diào)管路系統(tǒng)有限元方程并求解，且對有限元結(jié)果進行了實驗驗證。Hairahayashi[2]等研究了壓縮機振動和氣流脈動對運行過程中管路系統(tǒng)的振動影響。段傳學[3]等利用模態(tài)綜合法建立了空調(diào)管路系統(tǒng)的計算模型。薛瑋飛[4]等基于CAE仿真技術(shù)對空調(diào)管路系統(tǒng)進行模態(tài)分析，并進行了優(yōu)化設(shè)計。邱明星[5]等對不同狀況下的充液管路固有頻率進行試驗和計算研究，得到了不同溫度、管徑和管路充液狀態(tài)對固有頻率的影響，為充液管路準確仿真模型的建立和振動特性研究提供了指導。權(quán)凌霄[6]等使用有限元法，對不同加速度激勵和支撐剛度下的管路系統(tǒng)進行響應(yīng)譜分析，得到了管路系統(tǒng)的應(yīng)力分布以及加速度激勵與最大應(yīng)力之間的線性關(guān)系。譚博歡[7]結(jié)合理論模態(tài)分析方法和試驗?zāi)B(tài)方法，分析了空調(diào)管路系統(tǒng)易出現(xiàn)共振的位置和原因。劉江偉[8]等使用傳遞矩陣法，從理論計算和仿真分析角度出發(fā)，對周期附加質(zhì)量的新型聲子晶體管路振動特性進行了研究，為充液管路振動控制優(yōu)化設(shè)計提供了新的思路。楊磊[9]等對變頻空調(diào)管路特性進行研究，得到了管路優(yōu)化設(shè)計方法。胡潔義[10]等對隨機激勵下的汽車空調(diào)管路系統(tǒng)進行了有限元分析和疲勞可靠性研究。然而，目前關(guān)于管路的優(yōu)化設(shè)計和振動研究都是在運行工況下進行的，對于運輸工況下的管路系統(tǒng)的運輸可靠性研究還較少。

圖1 售后反饋斷管空調(diào)

本文針對空調(diào)運輸過程中出現(xiàn)的如圖1所示的管路斷裂問題，結(jié)合有限元數(shù)值仿真和振動試驗，對正弦載荷激勵下的空調(diào)管路系統(tǒng)應(yīng)力分布和振動特性進行分析，提出了一種空調(diào)管路運輸可靠性的優(yōu)化設(shè)計方法，并通過實驗驗證其有效性。

1 管路系統(tǒng)模態(tài)分析及實驗

為了探究空調(diào)器運行過程中的管路振動響應(yīng)，首先要對管路系統(tǒng)進行模態(tài)分析，提取管路系統(tǒng)的模態(tài)參數(shù)。本文采用有限元法對管路系統(tǒng)進行模態(tài)分析，并進行試驗驗證。

空調(diào)器外機在運輸過程中，激勵傳遞路徑為壓縮機機腳固定螺栓—壓縮機腳墊—壓縮機—管路系統(tǒng)—冷凝器。保留主要受激勵部件，刪除不相干零部件，得到如圖2所示的空調(diào)管路簡化模型。

對簡化后的三維模型進行網(wǎng)格劃分。由于空調(diào)管路、壓縮機、氣液分離器和冷凝器邊板屬于典型的薄壁結(jié)構(gòu)，因此對其進行抽殼處理，并使用殼單元進行網(wǎng)格劃分,其中管路系統(tǒng)采用2 mm殼單元，氣液分離器、壓縮機和冷凝器邊板采用4 mm殼單元。

減振腳墊、定位螺栓柱和大小閥門閥體采用3 mm四面體網(wǎng)格進行劃分。四通閥采用1.5 mm體單元。劃分方式為自適應(yīng)劃分。各部件的單元類型及單元尺寸見表1。然后根據(jù)表2所示的材料參數(shù)賦予各零部件材料屬性，建立有限元模型，如圖3所示。

圖2 空調(diào)管路系統(tǒng)三維模型

表1 零部件單元屬性

表2 零部件材料屬性

根據(jù)實際運輸過程中，空調(diào)管路及其附屬配件的運動狀態(tài)，對有限元模型施加邊界約束，在定位螺栓柱底面、大小閥門閥體側(cè)面和冷凝器邊板主面施加固定約束，如圖3所示。

使用Lanczos法求解空調(diào)管路模態(tài)，由于配管結(jié)構(gòu)主要承受壓縮機低頻激勵，所以配管結(jié)構(gòu)低階的固有頻率及振型是主要關(guān)注對象。

對管路系統(tǒng)進行模態(tài)試驗，提取管路系統(tǒng)的模態(tài)參數(shù)，以驗證理論模態(tài)分析的準確性。在相同的邊界條件下，使用錘擊法對空調(diào)管路系統(tǒng)進行模態(tài)試驗，試驗中使用PCB沖擊力錘進行激勵，并使用PCB356A01壓電式傳感器和LMS SCM0532通道振動噪聲測試系統(tǒng)進行信號的采集和分析，得到空調(diào)管路系統(tǒng)的測試模態(tài)。仿真與試驗所得固有頻率對比如表3所示，振型對比如圖4所示。

圖3 空調(diào)管路有限元模型

由表3可知，數(shù)值計算得出的空調(diào)管路系統(tǒng)前6階固有頻率與根據(jù)試驗得到的固有頻率基本一致，最大誤差出現(xiàn)在第4階，最大誤差為7.8%，絕對平均誤差為4.92%，從圖4可以看出仿真與試驗振型基本一致。

另外，從表3可以看出仿真比試驗多出1階模態(tài)，且試驗與仿真模態(tài)存在一定的誤差，產(chǎn)生上述誤差的原因為：

（1）空調(diào)管路系統(tǒng)質(zhì)量較輕，傳感器的附加質(zhì)量效應(yīng)會對測試結(jié)果有一定影響；

（2）由于空調(diào)管路系統(tǒng)的特殊性，部分零部件外表面較小，無法粘貼傳感器。

綜上所述，管路系統(tǒng)的振動模態(tài)的理論計算值與試驗測試結(jié)果基本吻合，驗證了管路有限元模型的準確性，為后續(xù)分析提供了基礎(chǔ)。

表3 仿真與實驗固有頻率對比

圖4 振型對比

2 空調(diào)管路的振動分析

通過空調(diào)管路系統(tǒng)振動分析來模擬實際運輸中受環(huán)境激勵的空調(diào)管路振動特性和應(yīng)力分布情況。頻率響應(yīng)分析用于計算在振動載荷作用下結(jié)構(gòu)每一個計算頻率的振動響應(yīng)。對管路系統(tǒng)進行諧響應(yīng)分析，對有限元模型施加頻率范圍為5 Hz～25 Hz的Z向諧波激勵，取步長為0.5 Hz，激勵加速度取為0.5 g，其中諧響應(yīng)分析的激勵加載均依據(jù)國標[11]《GB/T 4857.23-2012》和實際運輸中的振動情況制定。經(jīng)諧響應(yīng)分析，管路系統(tǒng)T型管的應(yīng)力響應(yīng)曲線如圖5所示。

圖5 T型管的應(yīng)力頻響曲線

由圖5可知，在5 Hz～25 Hz頻率范圍內(nèi)，在加速度為0.5 g載荷作用下，管路系統(tǒng)斷管處應(yīng)力頻率響應(yīng)曲線在9.5 Hz處有最大峰值，且遠遠高于其他頻率點下的應(yīng)力值，即在9.5 Hz諧波激勵下，管路系統(tǒng)斷管處的應(yīng)力響應(yīng)幅值達到最大。而由表2可知，9.5 Hz與管路系統(tǒng)的第2階模態(tài)頻率9.39 Hz接近，這說明空調(diào)器在運輸過程中，當外部環(huán)境的激勵頻率與管路系統(tǒng)的第2階模態(tài)頻率接近時，管路系統(tǒng)將發(fā)生模態(tài)共振，第2階振型對管路系統(tǒng)的振動可靠性產(chǎn)生的影響為最大。

圖6 Z向激勵諧響應(yīng)應(yīng)力分布云圖

為進一步分析斷管處的破壞原因及破壞機理，提取激勵頻率為9.5 Hz時的管路系統(tǒng)諧響應(yīng)應(yīng)力云圖，如圖6所示。由圖可知，在Z向諧波激勵下，管路系統(tǒng)的最大等效應(yīng)力為1021.627 MPa，最大等效應(yīng)力點出現(xiàn)在T型管的中部，也即斷管處，這說明第2階模態(tài)振型是引起管路斷裂的重要原因。

由上節(jié)模態(tài)分析結(jié)果可知，在前6階振型中，位移較大的是壓縮機、吸氣管、排氣管以及四通閥，T型管與冷進管相連，冷進管受邊板約束，無較為明顯的位移與運動。在減振腳墊底部施加載荷后，壓縮機受載荷作用來回晃動和搖擺，帶動管路振動。壓縮機、四通閥等質(zhì)量較大，在振動過程中將產(chǎn)生很大慣性荷載，當振動傳遞到T型管時，由于冷進管運動受限，T型管受到彎曲扭轉(zhuǎn)等綜合作用，并且與T型管相連的管路系統(tǒng)為直管，無減振緩沖U型彎管等減振結(jié)構(gòu)，導致振動在傳遞過程沒有得到有效地衰減和耗散，因此在諧波激勵下，T型管將產(chǎn)生較大循環(huán)應(yīng)力。另外，T型管為焊接成型，在焊縫處易產(chǎn)生應(yīng)力集中。

綜上所述，由于T型管自身的結(jié)構(gòu)特點以及加工工藝等因素和管路系統(tǒng)結(jié)構(gòu)設(shè)計不合理，導致T型管結(jié)構(gòu)因受循環(huán)應(yīng)力以及應(yīng)力集中而發(fā)生損傷和斷裂現(xiàn)象。

3 管路系統(tǒng)優(yōu)化設(shè)計

空調(diào)管路系統(tǒng)優(yōu)化設(shè)計是一個需要考慮性能、振動和噪聲等多種約束條件的系統(tǒng)性優(yōu)化設(shè)計。在性能要求和運行振動要求一定的情況下，針對空調(diào)管路系統(tǒng)運輸振動響應(yīng)進行優(yōu)化，減小管路薄弱處的應(yīng)力水平，提升運輸可靠性。

由上節(jié)分析可知，對運輸過程中管路的振動響應(yīng)影響較為明顯的因素有壓縮機質(zhì)量和位置、減振腳墊減振性能和空調(diào)管路自身結(jié)構(gòu)等。壓縮機和腳墊的型號無法更改，因此只能對管路結(jié)構(gòu)進行優(yōu)化設(shè)計，本文對管路斷裂處的結(jié)構(gòu)進行針對性設(shè)計，降低其運輸振動應(yīng)力水平以及應(yīng)力集中程度。

根據(jù)諧響應(yīng)分析的結(jié)果，對應(yīng)力集中最為明顯的T型管進行結(jié)構(gòu)優(yōu)化設(shè)計，更改為Y型管，優(yōu)化設(shè)計后的空調(diào)管路系統(tǒng)模型如圖7所示。

圖7 優(yōu)化后三維模型

對優(yōu)化后的空調(diào)管路系統(tǒng)進行諧響應(yīng)分析，激勵加載方式與優(yōu)化前一致，即施加頻率范圍為5 Hz～25 Hz的Z向諧波激勵，取步長為0.5 Hz，激勵加速度取為0.5 g，Y型管的應(yīng)力頻響曲線如圖8所示。

由圖8可知，應(yīng)力幅值最大值出現(xiàn)于9 Hz處，最大應(yīng)力為9.32 Mpa，遠遠低于T型管的最大應(yīng)力。

圖8 Y型管的應(yīng)力頻響曲線

圖9所示為激勵頻率為9 Hz時的管路系統(tǒng)諧響應(yīng)應(yīng)力云圖。由圖可知，在Z向諧波激勵下，管路系統(tǒng)的最大等效應(yīng)力為630.34 MPa，最大等效應(yīng)力點出現(xiàn)在冷進管處。優(yōu)化后Y型管不再承受彎曲變形，其受力狀態(tài)得到改善，應(yīng)力水平明顯降低，正弦激勵下的最大等效應(yīng)力降低了38.3%，應(yīng)力集中程度得到明顯改善。

圖9 Z向諧響應(yīng)分析應(yīng)力分布云圖

為了進一步驗證管路優(yōu)化設(shè)計的有效性和有限元仿真計算的正確性，對優(yōu)化前后的管路系統(tǒng)進行運輸振動試驗。

使用蘇試5T臺對優(yōu)化前后的管路系統(tǒng)進行掃頻試驗，掃頻試驗頻率范圍為5 Hz～25 Hz，激勵加速度為0.5 g，實驗方案如圖10所示。

對比優(yōu)化前后樣機掃頻試驗結(jié)果，如圖11所示，在相同實驗條件與激勵情況下，優(yōu)化前T型管出現(xiàn)斷管，而優(yōu)化后的Y型管無斷裂損傷，這說明優(yōu)化方案的有效性。

選取與Y型管相連且在實際測試中容易出現(xiàn)斷裂的關(guān)鍵零部件（冷進管）處應(yīng)力作為測試對象，測點布置如圖12所示。

優(yōu)化后空調(diào)管路測試點1和測試點2在掃頻實驗中應(yīng)力值明顯低于優(yōu)化前，如圖13所示。

圖10 試驗方案

圖11 優(yōu)化前后樣機試驗結(jié)果

圖12 應(yīng)力測試點布置

圖13 Z方向掃頻應(yīng)力對比

優(yōu)化后的管路系統(tǒng)在掃頻試驗中未出現(xiàn)損傷和斷裂現(xiàn)象，且測點處的應(yīng)力下降明顯，因此可以判斷優(yōu)化方案較合理且效果明顯，保證了空調(diào)器運輸可靠性。

4 結(jié)語

本文針對運輸過程中的空調(diào)管路系統(tǒng)損傷和斷裂的問題，采用有限元法和振動試驗相結(jié)合的方法，對管路斷裂原因進行了深入分析，并提出了優(yōu)化方案，有效解決了空調(diào)管路運輸過程中的斷裂問題，得到以下結(jié)論：

（1）模態(tài)共振是引起管路系統(tǒng)破壞的主要原因，第2階振型的貢獻最大。

（2）與T型管相連的冷進管運動受限，而另一端連接的管路系統(tǒng)振動位移大，導致T型管產(chǎn)生較大循環(huán)應(yīng)力，加上T型管的應(yīng)力集中，造成T型管的疲勞斷裂。

（3）針對T型管的應(yīng)力集中問題，提出了優(yōu)化設(shè)計方案，用Y型管代替T型管，Y型管的應(yīng)力水平與應(yīng)力集中得到顯著改善，正弦激勵下的最大等效應(yīng)力降低了38.3%。

（4）掃頻試驗結(jié)果顯示，優(yōu)化后的管路系統(tǒng)無斷裂現(xiàn)象，且測點處的應(yīng)力水平明顯低于優(yōu)化前，證明了優(yōu)化方案的可靠性。